3.3. Потери за рабочим колесом

Э

Рисунок 3.2 – Схема перетока в радиальном вентиляторе

та группа потерь вклю­чает потери в зазоре и потери в спиральном кожухе. По­тери в зазоре возникают из-за необходимости соблюде­ния расстояния δ (рис. 3.2) между вращающимся ра­бочим коленом и входным патрубком. В зазоре проис­ходит перетекание некоторой части жидкости (газа) из спирального кожуха в рабочее колесо в результате естественного перепада давления по обе стороны зазора. Следствием этого является возникновение постоянного кругового течения внутри нагнетателя и, следователь­но, потерь.

Потери в зазоре будут меньше при большей длине потока в зазоре, т. е. при меньшем отношении диамет­ров d₁/d₂. При уменьшении d₁/d₂ в большинстве случаев снова повышается развиваемое нагнетателем давление, в результате чего перепад давлений в зазоре увеличи­вается. Поэтому доля потерь в зазоре (в процентах от общих потерь) значительно больше у нагнетателей вы­сокого давления, чем у нагнетателей низкого давления. Отсюда понятно, почему максимальные КПД для на­гнетателей низкого давления выше, чем для нагнета­телей высокого давления. Величина зазора нормируется и составляет: для радиальных вентиляторов – 1 % ди­аметра колеса d₂; для осевых вентиляторов – 1,5 % длины лопатки; для центробежных насосов – 0,05 – 0,1 мм. Потери в зазоре измерить трудно, сложен и их расчет. При тщательном изготовлении потери в зазоре можно снизить, но все же они составят не менее 5 % полезной мощности; при обычном исполнении потери равны 10 %, а при небольших размерах нагнетателей доходят до 15 %. Для вентиляторов, применяемых в си­стемах пневмотранспорта и имеющих рабочие колеса без переднего диска, потери в зазоре еще больше.

В общем случае потери мощности в зазоре состав­ляют

ΔN = ΔLΔp. (3.1)

С

Рисунок 3.3 – Схема построения обечайки спирального корпуса по правилу конструкторского квадрата: 1 – обечайка; 2 – язык

пиральный кожух предназначен для отвода в опре­деленном направлении потока, выходящего из рабочего колеса, а также для частичного преобразования дина­мического давления в статическое. У радиального вентилятора в отличие от центробежного насоса спираль­ный кожух имеет постоянную ширину В (рис. 3.3).

Обечайка очерчивается или по логарифмической спи­рали, или дугами окружностей по правилу так называемого конструкторского квадрата, при этом сторона этого квадрата в 4 раза меньше величины раскрытия l спирального корпуса. В соответствии с ГОСТ 10616-73 значения l рекомендуется принимать равными 20; 30; 40; 50; 60; 70 и 80 % диаметра колеса.

Вблизи рабочего колеса обечайка переходит в так называемый язык, назначение которого – способство­вать уменьшению кругового движения жидкости внутри кожуха, при котором в нем увеличиваются гидравличе­ские потери. Однако при слишком маленьких зазорах между рабочим колесом и языком значительно увеличи­вается шум при работе нагнетателя, особенно при ши­роких колесах. Часть спирального кожуха, ограниченная этим языком и являющаяся продолжением обечайки плоскостью, называется выходной частью кожуха.

Канал, в котором происходит преобразование дина­мического давления в статическое, по форме напоминает диффузор, поэтому (как и во всяком диффузоре) это пре­образование сопровождается потерями давления, кото­рые соизмеримы или даже превышают потери давления в рабочем колесе. Особенно большие потери давления возникают у нагнетателей с лопатками, загнутыми впе­ред, так как у них динамическое давление на выходе из колеса велико и средние скорости течения в кожухе больше, чем у нагнетателей с лопатками, загнутыми назад.

Потери давления в кожухе зависят от параметров течения при входе в спиральный кожух, т. е. от геомет­рических параметров рабочего колеса и режима его ра­боты, а также от размеров и формы спирального кожу­ха. Точный расчет потерь давления в кожухе представ­ляет большие трудности, поскольку сводится к расчету сложного пространственного отрывного неустановившегося течения вязкой жидкости с зонами развитого вто­ричного течения вблизи боковых стенок кожуха. По данным некоторых исследователей, эти потери нередко составляют более половины гидравлических потерь на­гнетателя.

Как видно из изложенного, точный расчет отдельных составляющих гидравлических потерь внутри нагнетате­ля и, следовательно, точный расчет гидравлического КПД на стадии разработки конструкции нагнетателя не представляются возможными.

Для реальных нагнетателей значение гидравлическо­го КПД равно: с лопатками, загнутыми назад, – 0,7 – 0,9; с лопатками, загнутыми вперед, – 0,6 – 0,75; с радиально оканчивающимися лопатками – 0,65 – 0,8.

На рис. 3.4 иллюстрируется методика построения действительной характеристики на основе теоретической. Пусть линия АВ (рис. 3.4 а) определяет теоретическую характеристику давления при бесконечном числе лопа­ток. Теоретическая характеристика полного давления при конечном числе лопаток располагается ниже (линия CD), поскольку энергия, передаваемая потоку лопаст­ным колесом, в этом случае будет меньше.

Рисунок 3.4 – Действительная характеристика вентилятора

Вычтем из характеристики CD отдельные потери давления внутри нагнетателя. В рабочем колесе и в спи­ральном кожухе потери давления на преодоление сил трения зависят от квадрата скорости или от квадрата подачи. Потери на трение показаны на рис. 3.4 а в ви­де квадратичной параболы ОЕ. Вычитая из характерис­тики CD характеристику ОЕ, получим характеристику CF, учитывающую влияние потерь на трение.

Потери давления на удар, к которым относятся так­же потери срыва и преобразования давления, имеют минимум при безударном рабочем режиме в точке G. Эта точка соответствует режиму максимального КПД (рис. 3.4 а). Указанные потери также изменяются пропорционально квадрату подачи и представляют со­бой параболу KGM с вершиной на оси абсцисс в точке G. Вычитая из характеристики CF потери на удар, получаем характеристику NHJ, которая учитывает по­тери и на трение, и на удар.

Потери в зазоре, которые уменьшают полезную мощ­ность Lp на величину ALp, смещают характеристику давления NHJ в горизонтальном направлении на вели­чину ΔL (в положение RS). Характеристика RS, представляющая собой зависимость полного давления от подачи, называется действительной характеристикой полного давления. Границей ее является характеристи­ка динамического давления ОВ. Вычитая из характери­стики полного давления RS характеристику динамиче­ского давления OS, получаем характеристику статиче­ского давления RT.

На рис. 3.4 б приведена зависимость потребляемой мощности EF от подачи. Характеристика полезной мощ­ности нагнетателя ОА представляет собой адиабати­ческую работу. С учетом потерь на трение характерис­тика мощности пройдет выше (линия ОВ), а с учетом, кроме этого, и потерь на удар – еще выше (линия CD). Потери в зазоре ΔLp сдвигают линию CD вверх до линии EF, которая представляет собой характерис­тику политропической, или потребляемой, мощности.

Этой мощности соответствует полный КПД (линия OJ) Разность политропической и адиабатической мощнос­тей – линия ЕК характеризует полные гидравлические потери нагнетателя. При L = 0 мощность расходуется только на перемещение жидкости (газа) внутри кожу­ха нагнетателя. Затраты этой мощности «холостого хода» зависят как от закручивающей способности рабо­чего колеса, так и от способности кожуха затормажи­вать это перемещение.

На стадии проектирования нагнетателя нельзя точно рассчитать потери в самом нагнетателе и получить дей­ствительную характеристику, поэтому все характеристи­ки нагнетателей получают только экспериментальным путем, проводя испытания на специальных аэродинами­ческих стендах.

На основе полной характеристики, используя форму­лы пересчета, получают универсальные ха­рактеристики, пользуясь которыми легко подобрать на­гнетатель для работы в сети.

Полные характеристики нагнетателей строят в коор­динатах р – L, N – L и η – L. При снятии характеристики должны быть выполнены следующие усло­вия: 1) конструктивные размеры нагнетателя не долж­ны изменяться; 2) плотность перемещаемой среды дол­жна быть постоянной; 3) частота вращения рабочего колеса должна быть неизменной.

Характеристика полного давления р – L определяет зависимость разности полных давлений на выходе и вхо­де в нагнетатель (р_вых – р_вх) от подачи L. У работаю­щего в обычных условиях нагнетателя характеристика полного давления никогда не доходит до оси абсцисс, так как поток на выходе из нагнетателя несет с собой кинетическую энергию. В зависимости от величины по­терь в нагнетателе очертание характеристики полного давления может быть полого падающим, круто падаю­щим или иметь впадину в области малых подач. Нагне­татели с круто падающими характеристиками обеспечи­вают устойчивость в работе.

Характеристика мощности N – L определяет затра­ты энергии, необходимой для преодоления потерь внут­ри нагнетателя и в присоединенной к нему сети. Полез­ная мощность нагнетателя равна:

N_п = pL. (3.2)

Учитывая, что затраты мощности минимальны при нулевом расходе, запуск нагнетателей в работу реко­мендуют осуществлять при закрытых регулировочных задвижках. В этом случае пусковой ток электродвигате­ля будет минимальным и не произойдет перегрузки дви­гателя.

Характеристика полного КПД η – L позволяет легко оценивать эффективность работы нагнетателя при раз­личных режимах.

П

Рисунок 3.5 – Полная характеристика вентилятора

олный КПД нагнетателя представляет собой от­ношение полезной мощности к мощности на валу.

С ростом подачи полный КПД вначале увеличива­ется, а затем, достигнув максимума, уменьшается. Наи­большие КПД имеют нагнетатели с рабочими колесами, у которых лопатки загнуты назад. Режим работы на­гнетателя, соответствующий максимальному значению полного КПД, называют оптимальным. Рабочим участком характеристики нагнетателя принято считать ту ее часть, на которой полный КПД равняется 0,9 от максимального. Ра­бочий участок может быть ограничен также требовани­ем обеспечения устойчивой работы нагнетателя.